1、Good is good, but better carries it.精益求精，善益求善。兩級齒輪減速器課程設計說明75893673機械設計課程設計說明書 機械設計課程設計說明書設計題目： 兩級圓柱齒輪減速器 1目 錄1 設計任務書12 兩級圓柱齒輪減速器設計32.1 傳動方案的擬定及說明32.2電動機的選擇42.3 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)62. 計算傳動裝置的運動和運動參數(shù)72.4 傳動件的設計計算91. 高速級圓柱齒輪傳動的設計計算91)選定齒輪的類型精度等級、材料及齒數(shù)：92.低速級圓柱齒輪傳動的設計計算162.7 鍵的選擇及校核計算433 設計小結491 設計任務書1.原始條件

2、和數(shù)據(jù)：鑄工車間碾砂機。單班工作，每班工作8小時。連續(xù)單向運轉，載荷平穩(wěn)，空載啟動，室外工作，有粉塵；工作期限10年（每年工作300天）。立軸的速度允許誤差為±5%。開式錐齒輪的傳動比i錐=4，小批生產。其載荷變化圖如下： 圖1.1 載荷變化圖2.立軸工作所需轉矩：1100N·m，立軸轉速：30r/min3.方案 圖1.2 方案 4.傳動方案的擬定和說明 由題目所知傳動機構類型為：兩級圓柱齒輪減速器。故只要對本傳動機構進行分析論證。本傳動機構的特點是：共三根軸，每根軸直徑依次增大，利用圓柱齒輪進行傳動，載荷變動。2 兩級圓柱齒輪減速器設計設計計算及說明結果2.1 傳動方案的

3、擬定及說明選擇二級展開式援助直齒-斜齒輪減速器。整體如圖所示：傳動裝置總體設計簡圖：圖2.1 傳動方案 設計計算及說明結果2.2 電動機的選擇1 選擇電動機類型和結構型式由電動機工作電源,工作條件和載荷特點選擇三相異步電動機。2 選擇電動機的容量標準電動機的容量由額定功率表示。所選電動機額定功率應等于或稍大于工作要求的功率。容量小于工作要求，則不能保證工作機正常工作，或使電動機長期過載，發(fā)熱大而過早損壞；容量過大，則增大成本，并且由于效率和功率因數(shù)低而造成浪費。由工作所給的運輸鏈工作拉力T=1100，轉速n=30r/min,得工作機所需功率為：電動機至工作機之間傳動裝置的總效率為： 所需電動機

4、的功率為：圓柱齒輪傳動0.97 開式圓錐齒輪傳動0.94 滾動軸承0.98 彈性聯(lián)軸器0.99查機械設計手冊，選設計計算及說明結果 查課程設計手冊表2-2得兩級圓柱齒輪傳動比范圍為i=860，電機的轉速范圍可選同步轉速為1500或3000的電機，現(xiàn)就兩種電機方案進行比較，列表如下：電動機型號額定功率（KW）滿載轉速（r/min)同步轉速（r/min)質量傳動裝置的傳動比雙級減速器傳動比Y132S1-25.5290030006424.117Y132S-45.5144015006812表2.2.1 兩種電動機方案選取電動機型號：由表中數(shù)據(jù)可知兩個方案均可行，但方案2的傳動比較小，傳動裝置尺寸較小，

5、故采用方案2，選擇電動機型號Y132S-4。設計計算及說明結果2.3 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)1.確定電動機的轉速，總傳動比與各級傳動比傳動裝置的總傳動比為：式中：電動機的滿載轉速，r/min；工作機的轉速，r/min。二級傳動中，總傳動比應為：，鏈傳動的傳動比3，則減速器的傳動比為： 分配各級的傳動比： 式中：高速級齒輪的傳動比；低速級齒輪的傳動比。 10設計計算及說明結果 2. 計算傳動裝置的運動和運動參數(shù)1）各軸轉速：傳動裝置從電動機到工作機有三軸，依次為1、2、3軸，則： 、分別為1、2、3軸的轉速，r/min；1軸為高速軸，3軸為低速機。 2）各軸效率： 3)各軸轉矩：設計計算及

6、說明結果計算結果匯總列表備用，如下：項目電動機軸高速軸中間軸低速軸轉速r/min14401440360120功率KW5.55.4455.1764.92轉矩Nm36.47636.11137.31391.55傳動比1243效率0.990.95060.9506表2.3.1 各軸參數(shù)號設計計算及說明結果2.4 傳動件的設計計算1. 高速級圓柱齒輪傳動的設計計算 1)選定齒輪的類型精度等級、材料及齒數(shù)：（1）選擇材料及熱處理 小圓柱齒輪選用40Cr，調質處理，調質硬度為280HBS，大圓柱齒輪選用45鋼，調質處理，調質硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。（2）選齒輪 選擇斜齒輪，小齒輪選，大

7、齒輪選，大小圓柱斜齒輪選用7級精度。（3）壓力角，初選 2)按齒面接觸疲勞強度計算 1）定公式內的各計算數(shù)值（1）計算小圓柱斜齒輪傳遞的轉矩（2）查表10-7齒輪傳動的齒寬系數(shù)，試選； 設計計算及說明結果（3）從表10-5查得材料的彈性影響系數(shù)；查圖10-20得由式（10-21）計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù)；由式（10-23）可得螺旋角系數(shù)；（4） 由圖10-25d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限，大齒輪的接觸疲勞強度極限 計算應力的循環(huán)次數(shù)：（5）設計計算及說明結果 （6）計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，取接觸疲勞壽命系數(shù)，。 由式（10-12）得：取較小者，即該

8、齒輪副的接觸疲勞應力 2）試算小齒輪分度圓直徑并代入中較小的值 3)調整小齒輪的分度圓直徑 計算齒輪平均分度圓處的圓周速度為： 齒寬b: 計算實際載荷系數(shù)設計計算及說明結果（1）查表10-2得（2）V=2.58m/s,7級精度，查圖10-8得（3）齒輪的圓周力， ，查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)。 查表10-4用插值法查的7級精度，小齒輪相對支承非對稱布置時，得 5)計算模數(shù) 3)按齒面的彎曲疲勞強度計算 1)定公式內的各計算數(shù)值（1）（2）由式（10-19)，可得計算彎曲疲勞強度的螺旋角系數(shù)設計計算及說明結果 (4)計算 (5）由查圖10-17，得齒形系數(shù)由圖10-18查的應力修正系數(shù) 由圖

9、10-24c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限， 大齒輪的彎曲疲勞強度極限；由圖10-22查得(6) 計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由（10-14）得 計算大小齒輪的并加以比較 設計計算及說明結果 因為大齒輪的大于小齒輪的，所以取 2)試計算齒輪模數(shù) 3）調整齒輪模數(shù)（1）圓周速度v （2）齒寬b （3）齒高與齒寬之比b/h 4）計算實際載荷系數(shù)（1）由表10-2查得，根據(jù),7級精度，由圖10-8查得（2）由圓周力設計計算及說明結果 查10-3，得（3）由表10-4用插值法查得，結合，查圖10-13，得由式（10-13）可得實際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù)對比計算結果，從滿足彎曲疲勞強

10、度出發(fā)，從標準中就近取m=1.5mm,為同時滿足接觸疲勞強度，,4）幾何尺寸計算(1)計算中心距考慮模數(shù)從1.210增大圓整至1.5mm，為此將中心距減小圓整為100mm。(2)按圓整后的中心距修正螺旋角(3)計算小、大齒輪的分度圓直徑設計計算及說明結果 (4)計算齒輪寬度,取 2.低速級圓柱齒輪傳動的設計計算1) 選定齒輪類型，精度等級，材料及齒數(shù)（1） 選擇材料及熱處理： 小圓柱選用40cr，調質硬度為280HBS，大圓柱齒輪選用 45鋼，調質硬度為240HBS（2） 定齒數(shù)：小圓柱選，大齒輪選，（3） 選7級精度.壓力角為。2) 按齒面接觸強度設計由設計計算公式（10-11）進行試算即，

11、1) 確定公式內各計算數(shù)值：(1) 試選載荷系數(shù);(2) 由圖10-20查得區(qū)域系數(shù)(3) 小齒輪傳遞的轉矩；(4) 由表10-7選取齒寬系數(shù)；設計計算及說明結果 (5) 由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)；(6) 由式10-9計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù) (7)由圖10-25d按齒輪硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限，大齒輪的接觸疲勞強度極限；(8)由式10-15計算應力循環(huán)次數(shù)：(8)由圖10-23查得接觸疲勞壽命系數(shù)：，(9)計算接觸疲勞許用應力：取失效概率為10%，安全系數(shù)S=1，由式（10-14）得設計計算及說明結果取小的許用應力值 2)試算小齒輪分度圓直徑 3)調整小齒輪分度圓直徑圓

12、周速度v(2)齒寬b 4)計算實際載荷系數(shù)(1查表10-2得(2)V=1.344m/s,7級精度，查圖10-8得(3）齒輪的圓周力，查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)。設計計算及說明結果（4）查表10-4用插值法查的7級精度，小齒輪相對支承非對稱布置時，則載荷系數(shù)為：由式（10-12），可得按實際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑：(5)計算模數(shù)3)按齒根彎曲強度設計由式（10-5）得彎曲強度的設計公式為：1) 確定公式的各計算數(shù)值：（1）試?。?）由式（10-5)計算彎曲疲勞強度用重合度系數(shù) (3)計算查圖10-17，得齒形系數(shù)由圖10-18查的應力修正系數(shù)設計計算及說明結果由圖10-24c查得小齒輪的彎

13、曲疲勞強度極限，大齒輪的彎曲疲勞強度極限；由圖10-22查得(4）計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由（10-14）得(5)計算大小齒輪的并加以比較因為大齒輪的大于小齒輪的，所以取 2）試計算模數(shù)設計計算及說明結果3)調整齒輪模數(shù)(1)圓周速度v （2）齒寬b （3）齒高與齒寬之比b/h 4)計算實際載荷系數(shù)（1）由表10-2查得，根據(jù),7級精度，由圖10-8查得（2）由圓周力，查10-3，得（3）由表10-4用插值法查得，結合，查圖10-13，得由式（10-13）可得實際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù)對比計算結果，從滿足彎曲疲勞強度出發(fā)，從標準中就近取設計計算及說明結果m=2.5mm

14、,為同時滿足接觸疲勞強度，即，取，則。4)幾何尺寸計算（1）計算分度圓直徑：（2）計算中心距（3）計算齒輪寬度：,取表2.4.1 各齒輪數(shù)據(jù)齒輪1齒輪2齒輪3齒輪4Z261042884 m (mm)1.51.52.52.5 °20202020 d（mm）40.4161.670210 b (mm)45407570 °12.839無設計計算及說明結果2.5軸的設計與計算 1 高速軸的設計 已知參數(shù)：P1=5.445kw，n1=1440r/min，T1=36110N.mm 1）求作用在齒輪上的力因已知高速級小齒輪的分度圓直徑為40.4mm，而2）初步確定軸的最小直徑先按課本第37

15、0頁式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調制處理。根據(jù)表15-3，取A0=110，于是得：高速軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑d1-7。聯(lián)軸器的計算轉矩Tca=KAT1，查課本351頁表14-1，考慮到轉矩變化中等，故取KA=1.3，則按照計算轉矩應小于聯(lián)軸器的公稱轉矩條件，查手冊，選用YL4型凸緣聯(lián)軸器，其公稱轉矩為40000N.mm，孔徑為18mm，故取 設計計算及說明結果d1-7=18mm，半聯(lián)軸器長為44mm，半聯(lián)軸器與軸配合的孔長度為l1-7=42mm。3）軸的結構設計 （1）擬定軸的大致結構及零件裝配。如下圖圖2.5.1 高速軸(2)根據(jù)軸向定位的要求確定

16、軸的各段直徑和長度。a)根據(jù)定位軸肩高度h=(0.070.1)d，取聯(lián)軸器左端軸肩高度h=1.5mm，故1-6段的直徑d1-6=21mm。1-5段與1-1段安裝軸承，取h=2mm，則得到d1-5=d1-6+2h=25mm。b)初步選擇滾動軸承。因軸承同時受到徑向力和軸向力的作用，故查手冊得選取軸承型號為30205，其參數(shù)如下表所示：（mm）dDTBC許用轉速eY255216.25151332.2kw37kw9000r/min0.371.6表2.5.2 軸承參數(shù)所以l1-1=l1-5=B=15mm。c）1-3段安裝齒輪，根據(jù)課程設計指導書，該處齒輪做成齒輪軸。根據(jù)高速軸齒輪厚度為，所以l1-3=

17、B1=45m設計計算及說明結果 取軸承端的軸肩高度，d1-2=d1-4=31mm。d）根據(jù)課程設計指導書可以得到： 取。至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。 （3）軸上零件的軸向定位半聯(lián)軸器與軸的周向定位采用平鍵連接。根據(jù)d1-7=18mm，l1-7=42mm，由機械設計課本表6-1，取用普通平鍵，其具體參數(shù)為：為了保證半聯(lián)軸器與軸配合有良好的對中性，選擇配合為。滾動軸承與軸的周向定位是有過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。 （4）確定軸上圓角和倒角尺寸由課本表15-2，取軸端倒角為。4）求軸上的載荷首先在確定軸承的支點位置，對于30205型圓錐滾子軸承，B=13mm，因此，作為

18、簡支梁的軸的支撐跨距L2+L3=51.5+138.5=190mm。根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖，如下所示。設計計算及說明結果圖2.5.2 載荷圖設計計算及說明結果圖2.5.3彎矩圖和扭矩圖從軸的結構圖、彎矩圖及扭矩圖可以看出截面c是軸的危險截面?，F(xiàn)將計算出的截面c處的MH、Mv、及M的值列于下表。載荷水平面H垂直面V支反力F彎矩M總彎矩扭矩T設計計算及說明結果 表2.5.3 軸1的支反力及彎扭矩1）按彎扭合成應力校核軸的強度：進行校核時，通常只校核軸上承受的最大彎矩和扭矩的截面的強度。根據(jù)式（15-5）及上表中的數(shù)值并取，軸的計算應力為；由表15-1得，因此，故安全。 2 中間軸的設

19、計：已知參數(shù)：P2=5.176kw，n2=360r/min，T2=137310N.mm 1） 求作用在齒輪上的力： 由受力分析和力的對稱性，則中速軸大齒輪的力為 ， 2)初步確定軸的最小直徑 先按課本式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理。根據(jù)表15-3，取，于是得設計計算及說明結果 3)軸的結構設計 (1) 擬定軸上零件的裝配方案。 圖2.5.3 中間軸 (2)根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度a)初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)軸的最小直徑，由軸承產品目錄中初步選取0基本游隙組、標準精度級的單

20、列圓錐滾子軸承30206。dDTBC許用轉速eY306217.25161443.2kw50kw7500r/min0.371.6 b）根據(jù)定位高度公式h=(0.070.1)d，取大齒輪左端軸肩高為3mm，右端軸肩高位5mm，則有d2-1=d2-6=d=30mm，d2-2=d2-5=30+6=36mm，d2-3=36+10=46mm。齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。 c）根據(jù)課程設計指導書可以得到設計計算及說明結果 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。 （3）軸上零件的周向定位齒輪與軸的周向定位采用平鍵連接。按由表6-1查得平鍵截面,鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為32mm；同時為了保證齒輪與軸配合

21、有良好的對中性，故選擇齒輪與軸配合為。滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。 （4）確定軸上圓角和倒角尺寸參考表15-2，取軸端倒角為。4)求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結構圖做出軸的計算簡圖。對于30206型圓錐滾子軸承， B=17mm。因此，作為簡支梁的軸的支承跨距。根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎距圖和扭距圖。 設計計算及說明結果圖2.5.4 載荷圖圖2.5.5 彎矩和扭矩圖設計計算及說明結果從軸的結構圖以及彎距圖和扭距圖中可以看出截面B和C是軸的危險截面?，F(xiàn)將計算出的截面B和C處的的值列于下表。載荷水平面H垂直面V支反力F彎矩M總彎矩扭矩T5)按彎扭合成應力校核

22、軸的強度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎距和扭距的截面（即危險截面c）的強度，根據(jù)課本式（15-5）及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取，設計計算及說明結果軸的計算應力 由課本表15-1得。因此，故安全。 3 低速軸的設計：已知參數(shù)：，1)求作用在齒輪上的力受力分析和力的對稱性可知 ，2)初步確定軸的最小直徑先按式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理。根據(jù)課本表15-3，取，于是得可見低速軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑。為了使所選的聯(lián)軸器的孔徑與軸相適應，需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉距 ，查課本表14-1，考慮到轉距變化

23、很小，故取，則設計計算及說明結果 按照計算轉距應小于聯(lián)軸器公稱轉距條件，查標準GB/T4323-2002，選用YL10型凸緣聯(lián)軸器，其公稱轉距為630000N.mm。半聯(lián)軸器的孔徑，故取，半聯(lián)軸器長度L=112mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度。 3)軸的結構設計（1）擬定軸上零件的裝配方案圖2.5.6 低速軸（2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度。 a）初步選擇滾動軸承。因軸承主要受徑向力的作用，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)，由深溝球軸承6211尺寸為,故。右側的軸承與軸之間采用軸肩與軸承端蓋軸向定位。 b）取聯(lián)軸器右端軸肩高為2.5mm，則。取軸承端軸肩高為3.5mm，則。取

24、軸肩高為4mm，則，。設計計算及說明結果c）由高速軸算得箱體內壁之間的軸向距離為149mm，則有： 因為 且要滿足所以取，。至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。（3）軸上零件的周向定位齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。對齒輪，按由課本表6-1查得平鍵截面,鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為63mm；為了保證齒輪與軸配合的對中性，選擇齒輪與軸配合為。同理，對半聯(lián)軸器，由表6-1查得平鍵截面,鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為90mm；為了保證半聯(lián)軸器與軸配合的對中性，選擇半聯(lián)軸器 輪轂與軸配合為。滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配 合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。（4）確定軸上圓角和倒角尺寸 參

25、考課本表15-2，取軸端倒角為。4)求軸上的載荷 設計計算及說明結果首先在確定軸承的支點位置，對于6211型深溝球軸承，查軸承標準手冊得 B=21mm。因此，作為簡支梁的軸的支承跨距。根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎距圖和扭距圖。 圖2.5.7 載荷圖設計計算及說明結果 圖2.5.8 低速軸的彎矩圖和扭矩圖 從軸的結構圖以及彎距圖和扭距圖中可以看出截面c是軸的危 險截面。現(xiàn)將計算出的截面c處的的值列于下表。載荷水平面H垂直面V支反力F彎矩M總彎矩扭矩T設計計算及說明結果 進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎距和扭距的截面（即危險截面c）的強度，根據(jù)式（15-5）及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉，扭轉切

26、應力為脈動循環(huán)變應力，取，軸的計算應力前已選定軸的材料為45鋼，調質處理，由課本表15-1得。因此，故安全。3.鍵的校核（一）高速軸上鍵的校核1）高速軸外伸端處鍵的校核已知軸與聯(lián)軸器采用鍵聯(lián)接，傳遞的轉矩為，軸徑為，寬度b=6mm,高度h=6mm，鍵長L=32mm。聯(lián)軸器、軸和鍵的材料皆為45鋼，有輕微沖擊，由表6-2查得許用擠壓應力,取其平均值，。鍵的工作長度l=L-b=32mm-6mm=26mm,鍵與聯(lián)軸器鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.56mm=3mm。由式（6-1）可得設計計算及說明結果 故擠壓強度足夠。2.6滾動軸承的選擇及校核 一軸承的壽命校核1 高速軸上軸承的壽命校核已知參數(shù)，。

27、查圓錐滾子軸承30205的基本額定動載荷C=32200N。1）求兩軸承受到的徑向載荷和 2）求兩軸承的計算軸向力對于圓錐滾子軸承，按表13-7，軸承派生軸向力，其中Y是對應表13-5中的Y值。查得Y=1.6，因此可算得設計計算及說明結果 按式（13-11）得 3）求軸承當量載荷查得e=0.4，比較按表13-5，得軸承徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為X1=X2=0.4，Y1=Y2=1.6。按課本上式（13-8a），當量動載荷。由于軸承有輕微沖擊，查課本表13-6，取，則 4）校核軸承壽命 由課本式（13-4）知滾子軸承。因為，所以按軸承1的受力大小校核 故所選軸承滿足壽命要求。設計計算及說明結果2

28、中速軸上軸承的壽命校核已知參數(shù) ，。查圓錐滾子軸承30206的基本額定動載荷C=43200N。1）求兩軸承受到的徑向載荷和 2）求兩軸承的計算軸向力對于圓錐滾子軸承，按表13-7，軸承派生軸向力，其中Y是對應表13-5中的Y值。查可知Y=1.6，因此可算得按式（13-11）得 設計計算及說明結果3）求軸承當量載荷查得e=0.4，比較按表13-5，得軸承徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為。按中式（13-8a），當量動載荷。由于軸承有輕微沖擊，查表13-6，取，則 4）校核軸承壽命由式（13-4）知滾子軸承。因為，所以按軸承1的受力大小校核 故所選軸承滿足壽命要求。3 低速軸上軸承的壽命校核已知參數(shù)，。

29、1）求兩軸承受到的徑向載荷和設計計算及說明結果 2）求軸承當量載荷3）校核軸承壽命故所選軸承滿足壽命要求。2.7 鍵的選擇及校核計算 1 高速軸上鍵的校核1）高速軸外伸端處鍵的校核已知軸與聯(lián)軸器采用鍵聯(lián)接，傳遞的轉矩為，軸徑為，寬度b=6mm,高度h=6mm，鍵長L=32mm。聯(lián)軸器、軸和鍵的材料皆為45鋼，有輕微沖擊，由表6-2查得許用擠壓應力,取其平均值，。鍵的工作長度l=L-b=32mm-6mm=26mm,鍵與聯(lián)軸器鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.56mm=3mm。由式（6-1）可得設計計算及說明結果 故擠壓強度足夠。2 中速軸上鍵的校核1）已知軸和齒輪采用鍵聯(lián)接，傳遞的轉矩為，軸徑為，

30、寬度b=10mm,高度h=8mm,鍵長L=32mm。齒輪，軸和鍵的材料皆為45鋼，有輕微沖擊，由表6-2查得許用擠壓應力,取其平均值，。鍵的工作長度l=L-b=32mm-10mm=22mm,鍵與齒輪鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.58mm=4mm。 故擠壓強度滿足要求。3 低速軸上鍵的校核1）低速軸上聯(lián)軸器處鍵的校核已知軸與聯(lián)軸器采用鍵聯(lián)接，傳遞的轉矩為，軸徑為，寬度b=14mm,高度h=9mm，鍵長L=90mm。聯(lián)軸器、軸和鍵的材料皆為45鋼，有輕微沖擊，由表6-2查,取平均值，。鍵的工作長度l=L-b=45mm-14mm=31mm,鍵與聯(lián)軸器鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.59mm=4.5

31、mm。設計計算及說明結果 故擠壓強度足夠。 2) 低速軸上齒輪處鍵的校核已知軸和齒輪采用鍵聯(lián)接，傳遞的轉矩為，軸徑為，寬度b=18mm,高度h=11mm,鍵長L=63mm。齒輪，軸和鍵的材料皆為45鋼，有輕微沖擊，由表6-2查得許用擠壓應力,取。鍵的工作長度l=L-b=63mm-18mm=45mm,鍵與齒輪鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.511mm=5.5mm。由式（6-1）可得 故擠壓強度足夠。設計計算及說明結果2.8潤滑與密封（1） 潤滑設計齒輪圓周速度v<5m/s所以采用浸油潤滑，軸承采用脂潤滑。浸油潤滑不但起到潤滑的作用，同時有助箱體散熱。為了避免浸油的攪動功耗太大及保證齒輪嚙合

32、區(qū)的充分潤滑，傳動件浸入油中的深度不宜太深或太淺，設計的減速器的合適浸油深度H1 對于圓柱齒輪一般為1個齒高，但不應小于10mm，保持一定的深度和存油量。油池太淺易激起箱底沉渣和油污，引起磨料磨損，也不易散熱。取齒頂圓到油池的距離為50mm。換油時間為半年，主要取決于油中雜質多少及被氧化、被污染的程度。查手冊選擇L-CKB 150號工業(yè)齒輪潤滑油。（2） 密封設計（1） 軸伸出處的密封：作用是使?jié)L動軸承與箱外隔絕，防止?jié)櫥吐┏鲆约跋潴w外雜質、水及灰塵等侵入軸承室，避免軸承急劇磨損和腐蝕。由脂潤滑選用氈圈密封，氈圈密封結構簡單、價格便宜、安裝方便、但對軸頸接觸的磨損較嚴重，

33、因而工耗大，氈圈壽命短。有接觸式和非接觸式兩種。橡膠油封是接觸性密封種性能最好的一種可用于油或脂的潤滑的軸承中。以防漏油為主時油封唇邊對著箱內，以防 外界灰塵為主時，唇邊對著箱外，當兩油封相背放置時，則放漏放塵能力強 ，未安裝油封方便，軸上可做出斜角。(2）軸承內側的密封：該密封處選用擋油環(huán)密封，其作用用于脂潤滑的軸承，防止過多的油進入軸承內，破壞潤滑效果。(3)箱蓋與箱座接合面的密封：接合面上涂上密封膠。設計計算及說明結果2.9箱體的設計與計算1.選擇材料：選擇箱體的材料為HT200，硬度為140HBS。2. 箱體設計的幾點原則：a) 箱體結構較為復雜，多用灰鑄鐵鑄造，本設計采用剖分式箱體；

34、為保證減速器的支撐剛度，箱體軸承支座處應有足夠的厚b) 度，并設計加強肋，肋板同時可以增加散熱；c) 軸承旁螺栓的凸臺設計可提高軸承座孔的連接剛度，凸臺的高度由扳手空間決定；d) 箱座和箱蓋連接凸緣應有一定的厚度，保證箱體的密封性；設計輸油溝和回油溝要合理，要充分考慮加工工藝可行性。3. 設計結構尺寸：a=140mm（1） 箱座壁厚，查表得8mm（2） 箱蓋壁厚，查表得8mm；（3） 箱蓋凸緣厚度，查表得12mm；（4） 箱座凸緣厚度,查表得20mm；（5） 箱座底凸緣厚度b,查表得12mm；（6） 地腳螺釘直徑，M20mm設計計算及說明結果（7） 地腳螺釘?shù)膫€數(shù)：4個；軸承旁聯(lián)軸器螺栓直徑M

35、16mm；（8） 蓋與座聯(lián)接螺栓直徑10mm；（9） 聯(lián)接螺栓的間距??；（10） 軸承端蓋螺釘直徑M8mm；（11） 視孔蓋螺釘直徑M6mm；（12） 定位銷直徑8mm；（13） 外箱壁至軸承座端面距離為：；（14） 大齒輪定圓與內箱壁距離為9mm；（15） 齒輪端面與內箱壁距離，取10mm；（16） 箱蓋肋厚：6.8mm；3 設計小結完成了兩級圓柱減速器的設計。心得體會作為一名機械設計制造及自動化專業(yè)大三的學生，我覺得能做類似的課程設計是十分有意義，而且是十分必要的。這次課程設計為我們提供了和老師交流的機會，指導老師對我們在設計過程中所遇到的問題都進行耐心的解答，并對我們的設計進程進行督促和

36、檢查，幫助我們如何能夠快、精、準完成這次課程設計任務。在過去的時間里我們接觸的多是專業(yè)基礎課。而在課堂上掌握的只是專業(yè)基礎課的理論面。通過這次的實踐，自己不僅鞏固了所學的知識，而且在設計過程中，學會了如何快速正確地畫圖、查手冊、查閱各種信息等等，為以后的學習工作提供了很好的經驗。在這個過程中，也堅定了我們堅持不懈的態(tài)度，鍛煉了我們分析問題、解決問題的能力同時也鍛煉了我們搜尋信息并有效利用信息的能力。參考文獻 1 濮良貴,紀明剛主編,機械設計第七版,北京:高等教育出版社2005. 2 吳宗澤，羅圣國主編。機械設計課程設計手冊。北京：高等教育出版社，1992.3 濮良貴，紀名剛主編。機械設計第九版。北京：高等教育出版社，2013.4 孫恒，陳作模，葛文杰主編。機械原理第八版。北京：高等教育出版社2013.5 毛平淮主編?；Q性與測量技術基礎第2版。北京：機械工業(yè)出版社，2010.6 大連理工大學工程圖學教研室編。機械制圖第六版。北京：高等教育出版社，2007.7 吳宗澤主編,機械設計.北京: 中央廣播電視大學出版社,1988.8 葛中明主編,機械設計基礎.北京:中央廣播電視大學出版社,1992.9 蔡春園主編,機械零件設計手冊第三版,北京:冶金工業(yè)出版社.1994.10 機械工程手冊,電機工程手冊編輯委員會,機械工程手冊: 第五卷,機械零部